CN109073000B - 具有快速靠紧装置的盘式制动器 - Google Patents

具有快速靠紧装置的盘式制动器 Download PDF

Info

Publication number
CN109073000B
CN109073000B CN201780025485.1A CN201780025485A CN109073000B CN 109073000 B CN109073000 B CN 109073000B CN 201780025485 A CN201780025485 A CN 201780025485A CN 109073000 B CN109073000 B CN 109073000B
Authority
CN
China
Prior art keywords
brake
lever
wedge
disc brake
rotary
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Fee Related
Application number
CN201780025485.1A
Other languages
English (en)
Other versions
CN109073000A (zh
Inventor
J·鲍姆加特纳
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Knorr Bremse Systeme fuer Nutzfahrzeuge GmbH
Original Assignee
Knorr Bremse Systeme fuer Nutzfahrzeuge GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Knorr Bremse Systeme fuer Nutzfahrzeuge GmbH filed Critical Knorr Bremse Systeme fuer Nutzfahrzeuge GmbH
Publication of CN109073000A publication Critical patent/CN109073000A/zh
Application granted granted Critical
Publication of CN109073000B publication Critical patent/CN109073000B/zh
Expired - Fee Related legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

Links

Images

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D55/00—Brakes with substantially-radial braking surfaces pressed together in axial direction, e.g. disc brakes
    • F16D55/02—Brakes with substantially-radial braking surfaces pressed together in axial direction, e.g. disc brakes with axially-movable discs or pads pressed against axially-located rotating members
    • F16D55/22—Brakes with substantially-radial braking surfaces pressed together in axial direction, e.g. disc brakes with axially-movable discs or pads pressed against axially-located rotating members by clamping an axially-located rotating disc between movable braking members, e.g. movable brake discs or brake pads
    • F16D55/224—Brakes with substantially-radial braking surfaces pressed together in axial direction, e.g. disc brakes with axially-movable discs or pads pressed against axially-located rotating members by clamping an axially-located rotating disc between movable braking members, e.g. movable brake discs or brake pads with a common actuating member for the braking members
    • F16D55/225—Brakes with substantially-radial braking surfaces pressed together in axial direction, e.g. disc brakes with axially-movable discs or pads pressed against axially-located rotating members by clamping an axially-located rotating disc between movable braking members, e.g. movable brake discs or brake pads with a common actuating member for the braking members the braking members being brake pads
    • F16D55/2255—Brakes with substantially-radial braking surfaces pressed together in axial direction, e.g. disc brakes with axially-movable discs or pads pressed against axially-located rotating members by clamping an axially-located rotating disc between movable braking members, e.g. movable brake discs or brake pads with a common actuating member for the braking members the braking members being brake pads in which the common actuating member is pivoted
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D65/00—Parts or details
    • F16D65/14—Actuating mechanisms for brakes; Means for initiating operation at a predetermined position
    • F16D65/16—Actuating mechanisms for brakes; Means for initiating operation at a predetermined position arranged in or on the brake
    • F16D65/18—Actuating mechanisms for brakes; Means for initiating operation at a predetermined position arranged in or on the brake adapted for drawing members together, e.g. for disc brakes
    • F16D65/183—Actuating mechanisms for brakes; Means for initiating operation at a predetermined position arranged in or on the brake adapted for drawing members together, e.g. for disc brakes with force-transmitting members arranged side by side acting on a spot type force-applying member
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D65/00—Parts or details
    • F16D65/38—Slack adjusters
    • F16D65/40—Slack adjusters mechanical
    • F16D65/52—Slack adjusters mechanical self-acting in one direction for adjusting excessive play
    • F16D65/56—Slack adjusters mechanical self-acting in one direction for adjusting excessive play with screw-thread and nut
    • F16D65/567—Slack adjusters mechanical self-acting in one direction for adjusting excessive play with screw-thread and nut for mounting on a disc brake
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D65/00—Parts or details
    • F16D65/38—Slack adjusters
    • F16D65/40—Slack adjusters mechanical
    • F16D65/52—Slack adjusters mechanical self-acting in one direction for adjusting excessive play
    • F16D65/60—Slack adjusters mechanical self-acting in one direction for adjusting excessive play for angular adjustment of two concentric parts of the brake control systems
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D2121/00—Type of actuator operation force
    • F16D2121/14—Mechanical
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16D—COUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D2125/00—Components of actuators
    • F16D2125/18—Mechanical mechanisms
    • F16D2125/20—Mechanical mechanisms converting rotation to linear movement or vice versa
    • F16D2125/22—Mechanical mechanisms converting rotation to linear movement or vice versa acting transversely to the axis of rotation
    • F16D2125/28—Cams; Levers with cams
    • F16D2125/32—Cams; Levers with cams acting on one cam follower

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • Braking Arrangements (AREA)

Abstract

本发明涉及一种盘式制动器(1)，优选为压缩空气操纵的盘式制动器，特别是用于机动车，其包括：带有制动旋转杆(4)的压紧机构，所述制动旋转杆作用于一个横梁，在该横梁中设置有至少一个作用到压紧侧制动衬片上的补偿调节螺杆；补偿调节装置；和快速靠紧装置(13)，其中，所述快速靠紧装置(13)引起一个在越过气隙阶段期间叠加于盘式制动器(1)操纵的进给运动。所述快速靠紧装置(13)具有中间元件，该中间元件就其位置而言是可变的并且具有至少一个楔形结构。

Description

具有快速靠紧装置的盘式制动器
技术领域
本发明涉及一种用于盘式制动器的快速靠紧装置(Schnellanlegevorrichtung)。本发明还涉及一种相应的盘式制动器。
背景技术
用于盘式制动器的快速靠紧装置在下文应理解为这样的装置，利用该装置，与通过盘式制动器的传统进给机构所能实现的状况相比，能够使盘式制动器的制动衬片更快地与制动盘进入接触。因此，利用快速靠紧装置，在操纵制动器时也就实现了更加快速地越过制动器气隙。这样的措施提供如下优点：盘式制动器的响应时间很短以及压缩空气需求很小，同时盘式制动器在自由行驶中始终保有充分大的空隙。所述快速靠紧装置例如还在紧急制动时动作。
在制动器缓解状态中制动衬片与制动盘之间的间距被称为“气隙”。在此，在“设计气隙”(亦即名义的理论气隙，其在盘式制动器结构设计的框架下确定)与“实际气隙”之间进行区分，该实际气隙的量值可以在冷态盘式制动器上在制动衬片与制动盘之间测量并且受制于公差影响，因而其量值与设计气隙的量值有偏差。如果在下文只使用术语“气隙”，那就是借此表示“实际气隙”。否则便使用术语“设计气隙”。
由现有技术已知用于盘式制动器的快速靠紧装置。
在以下所说明的快速靠紧装置实施可能性中，在操纵盘式制动器时，在越过气隙阶段期间产生一个叠加于所述操纵的盘式制动器进给运动。该叠加的进给运动以下称为“预行程”。
已知的是，通过盘式制动器的制动衬片补偿调节装置来产生预行程。所述补偿调节装置是这样的装置，其在缓解行程中可以增大盘式制动器的过小气隙。
例如在DE 10 2012 012 473 A1中对这样的补偿调节装置进行了说明。在气隙过大的情况下，该补偿调节装置如同传统的补偿调节装置一样起作用。然而在气隙过小的情况下，在盘式制动器的缓解行程中通过旋回补偿调节螺杆而重新建立额定气隙。减少盘式制动器行程需要的预行程通过如下方式产生，即：与制动旋转杆连接的操纵器在压紧运动中直接驱动补偿调节螺杆，而不考虑设计气隙。
也就是说，在每次操纵盘式制动器时根据补偿调节器的作用使气隙减小20至30％并且然后在返回行程中气隙重新增大到原始的正确量值。借助于按照现有技术的补偿调节装置的补偿调节作用，在气隙为1mm的情况下，预行程的量值大小将近0.2mm。在采用10mm螺杆螺距的情况下，产生0.3mm的预行程。按制动操纵杆的常规传动比15.6，由此获得压紧装置的4.68mm的行程缩短(15.6mm的30％)。
在带有复位气隙调节的补偿调节***中，可附加地选择较小的初始气隙，因为在制动期间(例如由于制动衬片和/或制动盘的热膨胀)可能产生的气隙减小在盘式制动器缓解时得到修正。通过初始间隙这样有可能从1.0到0.7mm的附加缩短以及然后产生的0.21mm的预行程，行程节省的量值大小总共为0.51mm，由此实现了制动缸行程降低15.6×0.51＝7.956mm，即约8mm(15.6mm的51％)。在执行预行程之后，余留气隙的量值大小在上述实例中仍有0.7-0.21＝0.49mm。余留气隙的量值大小应该至少为0.4mm，因为在更小值时存在着由于制动衬片和制动盘受热“长大”、制动盘盾牌化(Scheibenschirmung)和衬片拱曲而将气隙完全用尽的危险。在这种情况下，存在如下危险：补偿调节装置不再能够将夹紧于螺纹中的螺杆松开，而引起制动衬片在制动盘上的滑磨。
由于保持最小气隙的必要性，对于快速靠紧装置的这种设计方案也设置了限制。在快速靠紧装置中操纵力经由自锁机构(螺纹、楔***等)传递到盘式制动器的制动衬片上，利用该快速靠紧装置不得将剩余气隙减小至0.4mm以下。
还通过制动旋转杆的旋转运动的渐增传动比(其在旋转运动开始期间具有传动比跃变)而实现一种快速靠紧装置。在制动旋转杆的滚动-斜面操纵中，任意的传动比渐增都是可能的。在经由旋转斜面对制动旋转杆进行操纵的情况下，这一点通过相应地构造斜面槽予以实现。
在DE 10 2005 046 003 A1和DE 10 2005 018 157 A1中揭示了利用可变传动比实施制动旋转杆操纵的可能性。
利用这种作用原理，在操纵制动旋转杆时例如可以通过如下方式实现快速靠紧，即：可以利用两个大直径(＞10mm)的滚轮进行对制动旋转杆的支承并且所述滚轮在盘式制动器非操纵状态中位于凹陷部中，它们在操纵开始时就已经随着制动旋转杆的很小操纵旋转角从所述凹陷部中旋出。在此，凹陷部可以设置在制动旋转杆的和/或轴瓦(所述制动旋转杆可旋转地支承在该轴瓦中)的支承面或者滑动面中。
由于两个滚轮彼此成约90°的夹角设置并且凹陷部因此与行程方向成约45°角，因此，对于盘式制动器的压力元件的0.6mm的预行程，需要一个在滚轮滚道中0.6×0.707＝0.4242mm的凹陷部。若将这样的凹陷部设置到制动旋转杆中和轴瓦中，则结果是0.2121mm。
由于盘式制动器的压紧机构的空行程通过预行程从1mm减少到0.4mm，因此预行程必须在制动旋转杆的4°枢转角之内结束。这在直径例如为56mm的制动旋转杆的支承面上相当于1.954mm的周向距离。为此可能需要在轴和轴瓦中设置凹陷部。
因为在直接在制动旋转杆上产生预行程的情况下没有自锁，所以气隙可能被减小到小于0.4mm的量值。基于上述问题，亦即为了产生预行程肯定需要一段操纵距离，该操纵距离最后作为气隙保持存在，即使在这种方法中也无法完全消除空行程。
发明内容
本发明的目的在于，实现一种带有快速靠紧装置的改进的盘式制动器。
为此，本发明提出一种盘式制动器，其包括：带有制动旋转杆的压紧机构，所述制动旋转杆作用于一个横梁，在该横梁中设置有至少一个作用到压紧侧制动衬片上的补偿调节螺杆；补偿调节装置；和快速靠紧装置，其中，所述快速靠紧装置引起一个在越过气隙阶段期间叠加于盘式制动器操纵的进给运动，其特征在于：所述快速靠紧装置具有中间元件，该中间元件就其位置而言是可变的并且至少具有一个楔形结构，其中，所述中间元件构造为螺纹套管，该螺纹套管与所述制动旋转杆以旋转驱动连接的方式啮合并且与所述至少一个补偿调节螺杆以从动连接的方式啮合。
本发明还提出一种盘式制动器，其包括：带有制动旋转杆的压紧机构，所述制动旋转杆作用于一个横梁，在该横梁中设置有至少一个作用到压紧侧制动衬片上的补偿调节螺杆；补偿调节装置；和快速靠紧装置，其中，所述快速靠紧装置引起一个在越过气隙阶段期间叠加于盘式制动器操纵的进给运动，其特征在于：所述快速靠紧装置具有中间元件，该中间元件就其位置而言是可变的并且至少具有一个楔形结构，其中，所述中间元件构造为转楔，该转楔设置在所述制动旋转杆在制动钳上的支承结构中，所述转楔具有这样的横截面，该横截面构成一个环体节段，在该环体节段中，内半径的中心点相对于外半径的中心点偏心地设置，所述转楔具有大的侧端横截面和小的侧端横截面，其中，所述大的侧端横截面被加载压簧的持续作用的力，并且所述小的侧端横截面与反向于所述压簧作用方向起到复位作用的调整杆作用连接，所述调整杆在其背离转楔的端部区域可枢转地支承在制动钳上，其中，该调整杆与制动旋转杆的操纵凸轮接触。
本发明还提出一种盘式制动器，其包括：带有制动旋转杆的压紧机构，所述制动旋转杆作用于一个横梁，在该横梁中设置有至少一个作用到压紧侧制动衬片上的补偿调节螺杆；补偿调节装置；和快速靠紧装置，其中，所述快速靠紧装置引起一个在越过气隙阶段期间叠加于盘式制动器操纵的进给运动，其特征在于：所述快速靠紧装置具有中间元件，该中间元件就其位置而言是可变的并且至少具有一个楔形结构，其中，所述中间元件构造为平楔，该平楔设置在所述制动旋转杆在制动钳上的支承结构中。
本发明的盘式制动器优选为压缩空气操纵的盘式制动器，特别是用于机动车，其包括：带有制动旋转杆的压紧机构，所述制动旋转杆作用于一个横梁，在该横梁中设置有至少一个作用到压紧侧制动衬片上的补偿调节螺杆；补偿调节装置；和快速靠紧装置，其中，所述快速靠紧装置引起一个在越过气隙阶段期间叠加于盘式制动器操纵的进给运动。该快速靠紧装置具有中间元件，该中间元件就其位置而言是可变的并且具有至少一个楔形结构。
所述就其位置而言可变的中间元件能够有利地以简单方式做到：在制动操作时在越过气隙期间叠加一个另外的进给运动。以此实现了使制动衬片快速靠紧在制动盘上，从而可以节省时间和能量。
在一种实施方式中，中间元件构造为螺纹套管，该螺纹套管与制动旋转杆以旋转驱动连接的方式啮合并且与所述至少一个补偿调节螺杆以从动连接的方式啮合。螺纹套管能够非常简单地制造并且可实现节省空间的安装。
在此规定：螺纹套管可旋转地设置在横梁中，其中，所述至少一个补偿调节螺杆旋入该螺纹套管中。这样能够实现简单的组装。
若螺纹套管与制动旋转杆的旋转驱动连接通过螺纹套管上的齿部和制动旋转杆的冠状齿轮扇段的齿部构成，那么便产生自锁的优点，也就是说，螺纹套管在负载作用下不能转动。
进一步优选地规定：螺纹套管具有突伸的凸缘，该凸缘在其面朝横梁的那侧上具有楔形结构，该楔形结构在环绕的斜面区段上具有一定数量的斜面，所述斜面与在横梁上一定数量的与之相对应的斜面配合作用。其结果是简单地增大了预行程。
在另一实施方式中，中间元件构造为转楔(Drehkeil)，该转楔设置在制动旋转杆在制动钳上的支承结构中。其结果是实现了一种非常紧凑的、具有最小数量构件的构造。
规定：转楔具有这样的横截面，该横截面构成一个环体节段，在该环体节段中，内半径的中心点相对于外半径的中心点偏心地设置。于是非常简单地产生转楔的楔形构造。
在进一步的设计中，转楔具有大的侧端横截面和小的侧端横截面，其中，所述大的侧端横截面被加载压簧的持续作用的力，并且所述小的侧端横截面与反向于压簧作用方向起到复位作用的调整杆作用连接。由此产生的优点是小的构件数量。
在另外一种实施方式中，调整杆在其背离转楔的端部区域可枢转地支承在制动钳上，其中该调整杆与制动旋转杆的操纵凸轮接触。以此通过简单的方式便能实现：转楔在压簧的施力下能够随着制动杆而动，由此可以简单地产生所期望的预行程。借助所述操纵凸轮，在缓解制动器时通过简单方式使调整杆复位，由此该调整杆使转楔克服压簧的力重新转回其原始位置中。
通过如下方式实现一种紧凑的构造，即：转楔以其外半径可枢转地支承在制动钳内的圆柱体形的槽状接纳座中，其中，在该转楔的内半径中接纳有制动旋转杆的支承结构的支承辊。
在一种实施方式中，压簧设置在转楔的大的侧端横截面与制动钳上的紧固部之间。这样产生的结果是实现了非常简单的装配。
作为备选方案，优选的是，压簧设置在转楔的大的侧端横截面与制动旋转杆的具有半圆形横截面的主体的一个端部之间。在此产生优点如下：可以实现特别紧凑的构造。
在一种更进一步的实施方式中，调整杆构造为C形，其中，制动旋转杆的操纵凸轮设置在制动旋转杆的具有半圆形横截面的主体的另一端部上。以此实现了一种特别节省空间的和高效的构造。
在一种备选的实施方式中，转楔以其外半径可枢转地设置在制动旋转杆的主体内的圆柱体形的槽状接纳座中，在该转楔的内半径中接纳有制动旋转杆的支承结构的支承辊。这样能够实现一种简单的构造。
在另外一种实施方式中，调整杆被加载压簧的弹簧力，所述压簧支撑在制动钳上。以此能够有利地支持调整杆的功能。
又一个另外的实施方式规定：制动旋转杆具有另一凸轮，该另一凸轮与制动钳上的止挡相对应并且在制动旋转杆的原始位置中限制该制动旋转杆的枢转运动。借此能够简单地固定原始位置。
此外还规定：转楔具有一个止挡，该止挡限制所述转楔的枢转。借此能够改善转楔的枢转功能，因为其终端位置可以简单地固定。
在一种进一步的实施方式中，制动旋转杆与制动缸活塞或者挺杆如此连接，即能够传递压力和拉力。例如可以借助弹簧夹子连接来实现这一点。由此产生如下优点：可以提高调整杆在转楔上的复位力。
一种更进一步的备选实施方式规定：中间元件构造为平楔，该平楔设置在制动旋转杆在制动钳上的支承结构中。所述平楔能够简单地制造。
对此，在一种实施方式中，平楔设置在制动钳的内壁与制动旋转杆的支承辊之间。这样产生了一种简单的构造。
在一种进一步的实施方式中，平楔以直的底面可滑移引导地设置在制动钳的内壁上，其中，平楔的倾斜平面与制动旋转杆的支承辊接触。由此便得到一种紧凑的构造。
另外，在此还规定：平楔具有大的侧端横截面和小的侧端横截面，其中，所述大的侧端横截面被加载压簧的持续作用的力，并且所述小的侧端横截面与调整杆的反向于压簧作用方向起到复位作用的推压臂作用连接，所述调整杆具有肘形杆，其中，该肘形杆可枢转支承地安装在制动钳上并且与制动旋转杆的操纵凸轮接触。利用这种构造，能够简单地产生预行程并且能使平楔简单地复位。借助肘形杆和推压臂能够节省空间地实现一种扁平式构造。
在一种更进一步的实施方式中，支承辊在与平楔的倾斜平面接触的区域中具有呈圆弓形且带有弦的横截面。由此便得到一种紧凑的构造。
附图说明
本发明方案主题的实施例在附图中示出并且在下文予以详细说明。附图示出：
图1为盘式制动器局部剖视的俯视图，其带有一个具有快速靠紧装置的压紧机构和一个补偿调节装置；
图2为图1所示盘式制动器的横梁纵剖面的俯视图的局部部段，其具有第一实施例的快速靠紧装置；
图3为盘式制动器的第二实施例的快速靠紧装置沿着图1中线II-II的示意剖视图；
图4为盘式制动器沿着图1中线II-II的示意剖视图，其具有第三实施例的快速靠紧装置；
图5为盘式制动器沿着图1中线II-II的示意剖视图，其具有第四实施例的快速靠紧装置；
图5a为图5所示第四实施例的快速靠紧装置的弹簧铰接部的放大图；和
图6为盘式制动器沿着图1中线II-II的示意剖视图，其具有第五实施例的快速靠紧装置。
具体实施方式
概念“上”、“下”、“上方”、“下方”、“左”和“右”都是针对于附图中的相应图示和给定条件而言的。
在图1中示出了盘式制动器1的局部剖视的俯视图，其带有一个具有快速靠紧装置13的压紧机构3和一个补偿调节装置12。压缩空气操纵的盘式制动器1的构造由现有技术是已知的，因而对盘式制动器1的说明局限于针对快速靠紧装置13来说重要的构件和/或特征。
盘式制动器1具有一个制动钳2，该制动钳在此构造为滑动钳。壳体状的制动钳2接纳所述压紧机构3。该压紧机构3在此配备有一个制动旋转杆4。该制动旋转杆4在此通过气动制动缸(未示出)操纵。作为备选方案，制动旋转杆4也可以通过其他的作用原理，例如电动，进行操纵。制动旋转杆4在此作用到一个横梁7上，两个补偿调节螺杆5、6设置在该横梁中。补偿调节螺杆5、6分别具有螺杆轴线5a、6a和外螺纹5b、6b，分别旋入横梁7中并且经由各一个推压件8作用到压紧侧的制动衬片9上。压紧侧的制动衬片9与钳颚侧的制动衬片10共同作用于制动盘11上，该制动盘可以围绕制动盘旋转轴线11a旋转。横梁7与一个复位弹簧7c联接，该复位弹簧当无压紧时或者当盘式制动器1缓解时导致横梁7复位到静止位置中，该静止位置在图1中示出。
另外，盘式制动器1还具有一个补偿调节装置12。通过该补偿调节装置12，能够对制动衬片9、10的磨损和/或制动盘11的磨损进行补偿，因而避免了在操纵盘式制动器1时制动踏板行程增大。补偿调节装置12通过制动旋转杆4***纵并且直接作用到补偿调节螺杆6上和在此经由一个未详细说明的同步单元(该同步单元在此设计为带传动装置)作用到另一补偿调节螺杆5上。
图2示出了图1所示出的盘式制动器1的横梁7的纵剖面中的俯视图的局部部段，其具有第一实施例的快速靠紧装置13。
制动旋转杆4在此经由一个在此例如设计为滚针轴承32的滚动轴承作用到盘式制动器1的压紧装置3的横梁7上。作为备选方案，也可以经由按照其他的作用原理工作的轴承实现所述作用，或者所述滚动轴承可以是一种不同于滚针轴承32的滚动轴承。
在制动旋转杆4上紧固有一个冠状齿轮扇段33。该冠状齿轮扇段具有齿部34。冠状齿轮扇段33的齿部34与一个中间元件的齿部35啮合，该中间元件在此设计为螺纹套管36。该螺纹套管36通过这种方式与制动旋转杆4旋转或者枢转驱动连接。
螺纹套管36具有圆柱形的基本几何结构并且包括带有内螺纹36d的螺纹区段36a和带有端部36c的管段36b。
螺纹套管36可旋转地设置在横梁7的孔7a中。螺纹区段36a的与制动盘11相对的端部构造为一个从横梁7突伸的凸缘37。该突伸的凸缘37在其面朝横梁7的那侧上在环绕的斜面区段38上具有一定数量的斜面状***或者说斜面40。同样，横梁7在其与螺纹区段36a的突伸的凸缘37相对应的面上具有一个斜面区段7b，其分别带有一定数量斜面状***或者说斜面41，这些斜面状***或者说斜面与突伸的凸缘37的斜面40在几何结构上相对应。斜面状***或者说斜面40构成中间元件的一个楔形的构造设计，所述中间元件构造为螺纹套管36。
凸缘37与横梁7的指向制动盘11的侧面共同构成了螺纹套管36在横梁7中的第一轴向固定。螺纹套管36在横梁7中的第二轴向固定通过一个锁定元件39构成，该锁定元件设置在横梁7背离制动盘11的那侧上并且与螺纹套管36的螺纹区段36a中的一道环绕槽配合作用。所述锁定元件39例如是轴用锁圈。
在锁定元件39的槽的上方，螺纹套管36的外部齿部35成形在螺纹区段36a至位于其上方的管段36b的过渡区域中。管段36b在横梁7背离制动盘11的那侧上超出于齿部35伸出。管段36b接纳补偿调节装置12的一部分。补偿调节装置12通过制动旋转杆4进行的驱动(未详细说明)以附图标记12a表示。
补偿调节装置12的补偿调节螺杆6这样地被接纳在螺纹套管36中，使得补偿调节螺杆6的外螺纹6b与螺纹套管36的螺纹区段36a的内螺纹36d啮合。通过这种方式构成了螺纹套管36与补偿调节螺杆6的从动连接。
当将盘式制动器1压紧时，压紧力从制动旋转杆4传递到横梁7上，该横梁将压紧力导入螺纹套管36的凸缘37中。所述螺纹套管36然后经由螺纹区段36a、其内螺纹36d通过补偿调节螺杆6的外螺纹6b将压紧力传递到补偿调节螺杆6、推压件8上并且然后传递到压紧侧的制动衬片9上。按照相反顺序，补偿调节螺杆6所承受的压力经由突伸的凸缘37传递到横梁7上。
螺纹套管36经由齿部34、35与制动旋转杆4旋转驱动连接，其中，旋转驱动连接构造为：在开始操纵对盘式制动器1的压紧时，由制动旋转杆4在螺纹套管36上施加驱动和复位旋转运动，该驱动和复位旋转运动限定于所述制动旋转杆4的总枢转角的部分量值(例如＜10°)。
在操纵制动旋转杆4时，使螺纹套管36在斜面状***或者说斜面40、41中旋转，而将螺纹套管36的突伸的凸缘37从横梁7上沿着进给的方向提起。在缓解行程中以相同量值进行复位。
斜面40、41的方向选择为与补偿调节螺杆6的螺距(升程)相反。由此在螺纹套管36旋转时将补偿调节螺杆6根据其螺距沿着进给方向移出，因为对补偿调节装置12的自由转动的闭锁作用是沿着该旋转方向起作用。通过这种方式，补偿调节螺杆5的进给运动和螺纹套管36的斜面40的进给运动相加。
在缓解运动中，补偿调节螺杆6上充分的保持力矩是必要的，以便也使得完成的进给运动重新完全可逆。通过斜面前进运动和螺杆前进运动重叠约(0.4+0.2＝)0.6mm，可以使所需要的制动缸行程缩短约10mm。即使在没有螺纹套管36斜面40的情况下，也能实现较小的效果。于是只利用补偿调节螺杆6的旋出效果(Herausdreheffekt)，该旋出效果基于较高的螺距可以是高达0.3mm的行程。
图2示出了单螺杆盘式制动器1的情况。对于多螺杆、例如双螺杆盘式制动器1的实施方式(如在图1中示出的那样)，为每个补偿调节螺杆5、6分别设置一个螺纹套管36。这些螺纹套管36然后能够分别经由齿部34、35与制动旋转杆4以旋转驱动连接的方式啮合。
在该第一实施例中，快速靠紧装置13包括冠状齿轮扇段33、齿部34、35、螺纹套管36和斜面40、41。
在此通过一个中间元件(该中间元件就其位置而言是可变的)提供在制动旋转杆4在制动器壳体内(亦即在制动钳2内)的支撑结构与压力轴杆(亦即这里为补偿调节螺杆5、6)之间的间距变化。所述中间元件在制动操纵开始时在制动衬片9靠紧在制动盘11上之前就通过该中间元件的位置变化减小气隙，并因此减小必要的操纵行程。
中间元件在制动过程期间持续经受全部压紧力，它必须克服该压紧力保持其位置。也就是说，中间元件在其传递压紧力的接触中必须是自锁的，其中，该中间元件就其作用原理而言类似于补偿调节螺杆6向前旋转。在上述第一实施例中，该中间元件由螺纹套管36构成。
图3示出了盘式制动器1的第二实施例的快速靠紧装置13沿着图1中线II-II的示意剖视图。
制动旋转杆4在一个端部处具有半球状的凹陷部15，制动缸(在此未示出)的活塞杆或者挺杆的自由端部嵌入该凹陷部中并且这样地操纵制动旋转杆4。
制动旋转杆4以其另一端部(该另一端部与具有半球状凹陷部15的端部相对置)与一主体16连接。该主体16垂直于绘图平面延伸并且具有这样的横截面，该横截面相当于一个圆心角约为160°的扇形。旋转杆4在主体16的中心与之相连接，也就是说，所述主体16从制动旋转杆4在左侧和右侧对称地延伸。
在主体16中，支承辊14与主体16的扇形横截面的中心点偏心地置入轴瓦18中，使得该支承辊大致以主体16的扇形的圆心角由所述主体16包围。支承辊14具有支承轴线，该支承轴线与制动盘旋转轴线11a成直角地穿过旋转点A延伸。
支承辊14在其支撑于制动钳2的壳体中的情况下被接纳在一个弯曲的且设计为沿着轴向方向呈圆柱体形的楔形扇段(Keilsegment)中，该楔形扇段在此称为转楔22。该转楔22在此具有这样的横截面，该横截面构成一个环体节段，在该环体节段中，外半径Rk的中心点和内半径Rw的中心点并未处于共同的中心点。在这种情况下，内半径Rw的中心点与外半径Rk的中心点偏心地设置，正如下面还将详细说明的那样。作为备选方案，该横截面也可以由其他一些几何元素构成，诸如具有连续斜率的函数图形区段。
转楔22以其外半径Rk可枢转地支承在一个圆柱体形的槽状接纳座24中。支承辊14被接纳和支撑在转楔22的内半径Rw中以传递压紧力。转楔22的内半径Rw基于该转楔22的楔形形状，故而是相对于该转楔22的外半径Rk偏心设置的，并且所具有的中心点处于旋转点A，而该转楔22的外半径Rk所具有的中心点则处于旋转点B。在此，接纳座轴线穿过所述旋转点B延伸。支承轴线和接纳座轴线与绘图平面垂直并且与制动盘旋转轴线11a成直角地延伸。
转楔22具有一个大的侧端横截面22a和一个小的侧端横截面22b。大的侧端横截面22a设置在主体16与旋转杆4相对置的那侧上并且被加载压簧21的持续作用的力。在此，压簧21的弹簧端部21a靠置在大的侧端横截面22a上，其中，该压簧21的另一弹簧端部21b利用紧固部21c以未详细示出的方式紧固在制动钳2上。在此，压簧21设计为弯曲的板簧。
反向于压簧21作用方向起到复位作用的调整杆27作用在支承辊14处相对置的较小侧端横截面22b上。调整杆27在其背离转楔22的端部区域在制动钳2壳体上可枢转地支承于一个轴承27a上。为此，调整杆27在该端部上具有一个圈环45，而该调整杆27的另一端部则构造为具有圆形部的推压端45a。
调整杆27与制动旋转杆4的一个操纵凸轮19配合作用，由此该调整杆27分为两个杠杆臂31和31a。其中一个杠杆臂31从轴承27起一直延伸到调整杆27与制动旋转杆的操纵凸轮19的接触点为止。另一杠杆臂31a从轴承27起一直延伸到调整杆27的推压端45a为止，该推压端与转楔22的小的侧端横截面22b接触。制动旋转杆4的操纵凸轮19指向调整杆27。可以自由选择调整杆27上用于固定杠杆臂31、31a的力传递位置。由此可以实现调整杆27枢转角到转楔22围绕接纳座轴线B之枢转角的任意传动比。
制动旋转杆4在此具有另一凸轮43，该另一凸轮与制动钳2上的止挡44相对应并且这样地限制制动旋转杆4向着其原始位置方向的枢转运动，这里是沿逆时针方向。所述止挡44可以是一个附装件或者可以与制动钳2设计为一体。
转楔22在此具有一个止挡42，该止挡在此一体成形在所述转楔22上。作为备选方案，止挡42也可通过接合工艺紧固在转楔22上。止挡42用于限制转楔22沿着顺时针方向围绕接纳座轴线B的枢转。
在第二实施例中，快速靠紧装置13包括转楔22、压簧21、调整杆27连同轴承27a和制动旋转杆4的操纵凸轮19。
在上述第二实施例中，中间元件由转楔22构成。
现在对第二实施例的快速靠紧装置的作用原理进行说明。
在静止位置中，也就是说，当盘式制动器1不是压紧、而是缓解时，制动旋转杆4通过制动操纵机构(例如复位弹簧7c)的复位力向制动钳2的止挡44上靠紧，并且转楔22利用同样作用于支承辊14上的复位力(参见图4中的Fa)被压向其接纳座24中。此外，转楔22通过调整杆27的复位力克服压簧21的作用力向其起始位置中移回或者枢转。可以适宜地通过如下方式提高调整杆27的复位力，即制动缸挺杆可后退地与制动旋转杆4连接。对此存在着一些建议性方案，例如制动缸挺杆与制动旋转杆4的弹簧夹子连接形式，正如文献DE 195 18513 C2所说明的那样。
在操纵盘式制动器1时，将制动旋转杆4(在图3中沿着顺时针方向)枢转开，使得调整杆27借助压簧21的持续作用于转楔22上的力也同样枢转，由此转楔22也进行枢转运动，直到止挡42贴靠在制动钳2上为止。
通过转楔22围绕旋转点B的该枢转运动，支承辊14和整个制动操纵机构与该支承辊共同地向制动盘11移动一个确定的量值，该量值由所选择的偏心度和所选择的直到转楔22止挡位置为止的枢转角确定。通过这种方式而产生一个所期望的预行程，该预行程在操纵盘式制动器1时缩小制动间隙并且因此减少所需要的操纵行程。
在缓解盘式制动器1时，通过制动复位力，将制动旋转杆4并且经由该制动旋转杆将调整杆27以及最后将转楔22克服压簧21的力移回到静止位置内的初始位置中。通过转楔22的旋回，还使所产生的预行程逆反，从而在配置有该盘式制动器1的车辆自由行驶时重新提供原始的运行气隙。
在图4中示出了盘式制动器沿着图1中线II-II的示意剖视图，其具有第三实施例的快速靠紧装置13。
在第三实施例中，中间元件也构造为转楔22。
在图4中，通过实线示出了在原始位置中或者说盘式制动器1复位时的制动旋转杆4，并且通过虚线示出了在压紧位置中的制动旋转杆，其中，该制动旋转杆4在压紧位置中配有附图标记4’。
制动旋转杆4以其另一端部(该另一端部与带有半球状凹陷部15的那个端部相对置)与主体16连接。该主体16在此具有半圆形横截面并且垂直于绘图平面延伸。主体轴线穿过所述半圆形横截面的中心点延伸，该主体轴线垂直于图面并且与制动盘旋转轴线11a成直角地延伸。所述中心点称为旋转点C。旋转杆4在主体16的中心与该主体16连接，使得该主体16从旋转杆4起在左侧和右侧对称地延伸。
主体16构成制动旋转杆4的半轴并且具有一个横截面呈半圆形的轴承座17，该轴承座与半圆形主体16的旋转点C偏心地设置。支承轴线穿过轴承座17的中心点延伸，该中心点是旋转点A。在轴承座17中置入有滑动轴瓦18，支承辊14设置在该滑动轴瓦中，该支承辊的中心线与穿过旋转点A的支承轴线一致。支承轴线与主体轴线彼此保有间距地平行延伸。
制动旋转杆4经由滑动轴瓦18和支承辊14可枢转地支承在制动钳2内的转楔22中。该转楔22在此如同在图3所示第二实施例中那样也具有一定的横截面，该横截面在前面已经结合图3所示第二实施例进行了说明。可以从图3中获得所属的半径Rk和Rw，而为了清楚起见它们在图4中并未标出。
转楔22在槽状接纳座24中以及在支承辊14上的支承同样也在上面在第二实施例中得到了说明，因此这里不再赘述。
在此，转楔22在其圆弧23、25或者说圆柱面(这些圆弧或者圆柱面起到支承面的作用)上分别具有小的摩擦系数μ。支承面的摩擦系数优选在μ＝0.20与μ＝0.03之间，特别优选在μ＝0.15与μ＝0.08之间。
旋转点B与旋转点C偏心地设置，使得转楔22的横截面沿着面朝制动旋转杆4的半球形凹陷部15的方向连续地缩小，于是通过转楔22的旋转便产生一种楔塞作用。
转楔22在其背离制动旋转杆4的半球状凹陷部15的那侧具有一个在此带有截锥状横截面的凹陷部26，也可称为调节弹簧的一个压簧21以一个端部支撑在该凹陷部中。
制动旋转杆4在主体16的区域中在其背离半球状凹陷部15的那侧具有一个在此带有截锥状横截面的凹陷部20，所述压簧21以其另一端部支撑在该凹陷部中。通过两个凹陷部20、26(分别有压簧21的一个自由端部支撑在所述凹陷部中)强制地使压簧21进入弯曲的弹簧行程。
压簧21在此设计为螺旋弹簧。作为备选方案，压簧21也可设计为板簧(对此例如参见图3或者图5)。作为备选方案，压簧21也可通过其他的弹簧结构形式予以实现。作为备选方案，也可设置多个压簧21。
滑动轴瓦18在其支承面上分别具有小的摩擦系数μ。支承面的摩擦系数优选在μ＝0.08与μ＝0.02之间，特别优选在μ＝0.06与μ＝0.04之间。
在第三实施例中也设置有一个调节杆27。该调节杆27在此具有一种呈C形的结构形状，带有第一边腿28、第二边腿30和所述两个边腿28及30的借助一个构造为桥接件的杠杆臂31的连接部。作为备选方案，调整杆27也可具有其他在功能上适宜的结构形状。调节杆27在此具有圆形的横截面。作为备选方案，调整杆27也可具有其他在功能上适宜的横截面。
调整杆27在制动旋转杆4的半球状凹陷部15的那侧设置在制动器2的后壁与制动旋转杆4之间。半球状凹陷部15如同前面已经说明的那样穿过制动钳2的后壁(例如制动缸也可以从外部紧固在该后壁上)中的一个孔口与未示出的制动缸的挺杆接触。
调整杆27以第一边腿28可枢转地支承在制动钳2的后壁内侧面中的一个凹陷部29内。此外，该调整杆27以第二边腿30支撑在转楔22的面朝制动旋转杆4的半球状凹陷部15的那侧上。
制动旋转杆4在主体16的区域中在其面朝半球状凹陷部15的那侧具有一个操纵凸轮19。该操纵凸轮19在此一体成形在制动旋转杆4上并且与调整杆27的杠杆臂31接触。在此，该接触点是在杠杆臂31指向制动盘11的那侧上。作为备选方案，操纵凸轮19也可以通过接合工艺接合在制动旋转杆4上。
在第三实施例中，快速靠紧装置13包括转楔22、压簧21、调整杆27和制动旋转杆4的操纵凸轮19。中间元件由所述转楔22构成。
下面是图4所示第三实施例中的快速靠紧装置13的结构设计计算，该设计计算按照意义同样适用于图3所示的第二实施例和下面还将进行说明第四实施例。
转楔22具有例如1.125mm的偏心度(旋转点A与B相互间的间距)，并且在制动旋转杆4的第一个4°的枢转运动期间从其原始位置中沿进给方向旋转31°。随此，转楔22产生一个0.6mm的行程，该行程叠加于制动旋转杆4在到那时为止走过的4°的旋转杆枢转角内所产生的操纵行程。因此1.0mm的初始气隙在盘式制动器1压紧机构3的靠紧阶段或者说压紧阶段中减少到0.4mm。
应该只在盘式制动器1压紧机构3的靠紧阶段或者说压紧阶段中或者在缓解时实现转楔22的调节。即在盘式制动器1的下述运行状态中，在这些运行状态中无压紧力起作用，而是只有所述盘式制动器1的复位弹簧7c的力(参见图1)起作用。
常规复位弹簧的尺寸确定如下：
F1＝980N+150/-70N；R＝99N/mm
F2＝1410N+150/-70N
L1＝44mm；L2＝39.7mm，行程4.3mm
在进给机构的靠紧行程结束时复位力Fa：
靠紧行程通过快速靠紧装置13从1.0mm减少到0.4mm。因此在靠紧行程结束时复位弹簧7c的力Fa(最大量值)为：
Fa最大＝F1+0.4×99＝(980+150)+0.4×99＝1170N
这个值可以作为求取转楔22支承结构中最大可能摩擦力的基础。利用下列参量确定转楔支承结构中摩擦系数的分布偏差：
μ最小＝0.08和
μ最大＝0.15
因此，为了求得最大可能摩擦力，应该以较大值为基础。
借此获得转楔22支承结构中的摩擦力“FrL”如下：
FrL＝μ最大×Fa最大＝0.15×1170＝175.5N
在转楔22调节(运动)时，同样使支承辊14旋转。因为摩擦系数和摩擦半径不同，所以作为总摩擦力矩“Mr ges”求得总摩擦阻力。利用滑动轴瓦18的摩擦系数“μw”＝0.05和转楔22的摩擦半径Rk＝16mm和支承辊14的摩擦半径Rw＝8mm，得出总摩擦力矩“Mr ges”如下：
在滑动轴瓦8中的支承辊14的摩擦力：
FrW＝μw×Fa最大＝0.05×1170＝58.5N
总摩擦力矩：
Mrges＝MrL+MrW＝FrL×Rk+FrW×Rw
Mr ges＝175.5×0.016+58.5×0.008＝3.276Nm
转楔22的进给操纵：
在操纵盘式制动器1时，通过转楔22的枢转，除了克服摩擦力矩之外，还实施所期望的预行程。利用转楔22的偏心度E＝1.125mm和起作用的复位力Fa最大＝1170N，得到如下的调节力矩“Mv”：
Mv＝Fa最大×E＝1170×0.001125＝1.31625Nm
总计要使用的进给力矩“Mz ges”为：
Mz ges＝Mr ges+Mv＝3.276+1.316＝4.592Nm
仅仅是利用作用到转楔22上的调节弹簧或者说压簧21的力实现所述转楔22沿着进给方向的枢转。转楔22通过调节弹簧－依随调整杆的控制运动－保持贴靠在该调整杆27上。
调整杆27以此方式利用通过在制动旋转杆4上与操纵凸轮19接触所实现的机械联接而确定了转楔22的运动。
调节弹簧或者说压簧21的尺寸：
应该如下地设计调节弹簧：在该调节弹簧可能老化的情况下也要可靠地克服所需要的进给转矩Mz ges＝4.56Nm。
Ffv＞Mz ges/Rfv Ffv＝调节弹簧的总弹力
Rfv＝调节弹簧的有效半径＝12mm
Ffv＞4.56Nm/0.0012m
Ffv＞380N
选择Ffv：400N(+75N)
必要的复位力：
通过由制动旋转杆4操纵的调整杆27来实现转楔22的复位。由复位弹簧7c的力Fa导致制动旋转杆4旋回运动。在图4所示调节弹簧或者说压簧21(这个或这些弹簧支撑在制动旋转杆4上)的设置单元中，通过压簧21的作用于制动旋转杆4上的反作用力，附加地得以实现反转力的提高。正如上面已经简短提到的那样，由于制动缸的挺杆可后退地连接在制动旋转杆4上，故而获得反转力的进一步提高。制动旋转杆4的总反转力矩确定如下：
M rück＝Fa最大×eH+Ffv×Rfv+FrBz×Lh
M rück＝1170×0.0056+475×0.012+200×0.088
M rück＝6.55+5.7+17.6Lh
M rück＝29.85Nm
其中：eH＝制动旋转杆4的偏心度
FrBz＝制动缸的复位力(200N至250N)
Lh＝制动旋转杆4的杠杆臂长度
该反转力矩利用33mm的杠杆臂“Vh”在制动旋转杆4的作用于调整杆27上的操纵凸轮19上起作用。
因此作用于调整杆27上的力“F”为：
Fh＝M rück/Vh＝29.85/0.033
Fh＝904.55N
该力在调整杆27上为了实现增大调节行程而被再次以系数2降低。因此作用于转楔22上的复位力为：
Frk＝Fh/2＝904.55N/2
Frk＝452.33N
该复位力利用12mm的杠杆臂在转楔22上起作用，由此产生转楔上的外部的反转力矩“Mex”为：
Mex＝452.33×0.012＝5.43Nm。
由这个从外部起作用的反转力矩加上同样起到反转作用的调节转矩“Mv”而产生总反转力矩。
因此转楔22上的总反转力矩为：
Mk rück＝Mex+Mv＝5.43+1.316
Mk rück＝6.75Nm
该反转力矩现在必须大于起作用的摩擦力矩“Mrges”加上由一个/多个调节弹簧所引起的阻力转矩“Mfv”。
在这种情况下需要注意的是：复位弹簧的确定摩擦力矩的力“Fa”通过调整杆27上起到相反作用的力“Fh”被减小。摩擦力矩“Mrges”成比例(Fa-Fhy)/Fa变小。“Fhy”在此是调整杆力“Fh”沿着操纵向作用的分力。在图4所示的调整杆27的设置单元中，Fhy＝0.715Fh为Mrges(Fa-Fhy)/Fa+Mfv＝3.276×0.395+5.7＝7.0Nm＞M rück＝6.75Nm
为了实现充分可靠的复位，显然需要提高制动缸的回拉力。已经明确的是：仅仅利用制动缸挺杆的带有提高的回拉力的、可后退的连接就能够实施这样的设计方案。
制动缸的带有提高的回拉力的复位转矩：
利用300N的最低复位力FrBz得到：
Mrück＝1170×0.0056+475×0.012+300×0.088＝38.852Nm
作用于调整杆27上的力为：
Fh＝Mrück/Vh＝38.852/0.033＝1171.27N
由于传动比为2，作用于转楔22上的力Frk为：
Frk＝Fh/2＝1171.27/2＝585.64N
导入转楔22中的转矩得出：
Mex＝585.64×0.012＝7.028Nm
转楔上的总反转力矩为：
Mk rück＝Mex+Mv＝7.028+1.36＝8.388Nm
利用制动缸的300N的回拉力得以实现制动旋转杆4的可靠复位。
因此，制动缸的挺杆在盘式制动器1的制动旋转杆4上的可后退的连接是实现带有可调节转楔22的快速靠紧装置13的先决条件。
下面对图4所示的第三实施例的快速靠紧装置13的作用原理进行说明：
快速靠紧的目的在此以纯机械方式利用仅仅两个简单的构件即转楔22和调整杆27以及几个小压簧21得以实现，方式是：所述转楔22通过压簧21作用到贴靠于制动旋转杆4上的调整杆27上并且与该调整杆一起依随制动旋转杆4的操纵运动而动。在此，通过适当地选择调整杆27的铰支点，将由制动旋转杆4所执行的枢转角以高传动比转换为转楔22的相应较大的枢转角。
通过制动缸挺杆的压力(压紧力FZR)使制动旋转杆4进行图4中沿着顺时针方向围绕旋转点A的枢转运动。设置在制动旋转杆4上的操纵凸轮19在此根据制动旋转杆4的旋转方向从其在调整杆27的桥接件31上的贴靠点移开。
调整杆27由于其贴靠在转楔22的端面上而处在作用于所述转楔22上的调节弹簧或者说压簧21的持续加压下。由于转楔22的施力，调整杆27保持贴靠在随着制动旋转杆4枢转运动而移开的操纵凸轮19上。
转楔22现在依随调整杆27同样执行枢转运动。由于转楔22的偏心度-其通过旋转点B(转楔22)与A(支承辊14)之间的间距而给定，支承辊14的旋转点A随此向下朝制动盘1的方向运动，由此，整个压紧机构3连同制动衬片9一起除了由制动旋转杆4实施的操纵行程之外还朝制动盘11移动这一量值。
在此如下地选择传动比，即利用制动旋转杆4的4°的枢转角产生转楔22的约30°的枢转。由此得出的结果是：在制动旋转杆4的偏心度为Eh＝5.6mm以及转楔22的偏心度为Ek＝1.125mm的情况下，在制动旋转杆4的0.4mm的操纵行程上通过转楔22附加地实现0.6mm的预行程。这就是说，1.0mm的气隙在盘式制动器1靠紧阶段期间减少到0.4mm。
将盘式制动器1缓解：
在缓解盘式制动器1时，如同在现有技术中已知的盘式制动器中一样，消除夹紧力。转楔22此时保持其在开始制动时所调定的位置不变。在盘式制动器1的夹紧力的作用下，转楔22基本上通过摩擦力得以保持。只有在盘式制动器1的夹紧力非常低的情况下，调节弹簧或者说压簧21的保持作用才是决定性的。
在达到制动盘11的制动衬片9的缓解点时，转楔22通过调整杆27开始向后移动，所述调整杆由制动旋转杆4经由操纵凸轮19操纵。
利用起作用的复位力，即具有5.6mm的偏心度的制动旋转杆4上的复位弹簧力1170N，加上88mm的杠杆臂上的制动缸的300N的回拉力，加上12mm的有效半径上的调节弹簧的480N的反作用力，得出制动旋转杆4的38.7Nm的总反转力矩。由此在相对旋转点具有32.5mm间距的操纵凸轮19上便产生一个Fr＝1192N的反转力。
该反转力传递到调整杆27上并且在调整杆27与转楔22的接触点(此处边腿30)上按照2：1的杠杆比以一半起作用，因此该反转力为Fkr＝596N。
盘式制动器的复位弹簧的力的抵消：
作用于操纵凸轮19上的1192N的力具有与操纵轴线(亦即压紧力FZR的力方向)平行的分力，该分力根据调整杆27的角位相对操纵凸轮19上的总反转力得以减小。在调整杆27与水平线的夹角为30°的情况下，产生的轴向作用的分力为：
Fra＝0.866×Fr＝0.866×1192＝1032N
该力现在依据操纵凸轮19上的杠杆臂比例起到用于降低复位弹簧7c的力的作用。也就是说，摩擦力以及盘式制动器1的复位弹簧7c的力(该力产生转楔22的复位力)在很大程度上通过操纵凸轮19反向的反作用力得以减小。由杠杆臂比例得出：这个与复位弹簧7c起相反作用的分力Fgr为力Fra的大约2/3。
Fgr＝0.67Fra＝691N
剩余的复位力现在依然在转楔22的外径Rk上导致摩擦力如下(假设最大摩擦系数为μk＝0.15)：
Frk＝(Ffr-Fgr)×μk×Rk＝(1170-691)×0.15＝71.85N
由于该摩擦力在16mm的外半径Rk上或者在转楔22的配置给该外半径Rk的导向面上起作用，并且起到相反作用的调整杆27以12mm的半径作用于着力点上，因此，在所述调整杆27的作用点上的摩擦力为：
Frkh＝Frk×16/12＝71.85×16/12＝95.8N
除了摩擦力之外，调整杆27还必须克服调节弹簧的力，该调节弹簧同样作用在12mm的半径上。由此，总体上需克服的力为95.8+480＝575.8N。该力小于在调整杆27与转楔22的接触点上起作用的596N的复位力。
复位还得到转楔22的旋回作用的辅助支持，该旋回作用由(1170-691)的剩余复位力×转楔22的1.125mm的偏心度产生，带有0.54Nm以及因此针对12mm的有效半径带有45N的附加调整力。
总复位力因此为641N，因而还比需克服的575.8N的力要高得多。
为了实现这种充分的可靠性，将制动缸的复位弹簧的最小复位力提高到300N。
锁定转楔以防意外旋回：
转楔22具有与盘式制动器1的夹紧力成比例的反转力矩，该反转力矩在夹紧力高的情况下基本上通过转楔22支承结构中的摩擦力以及有限地通过调节弹簧的调整力被抵消。
调节弹簧或者说压簧21的尺寸确定如下，即：它们在靠紧区域中可靠地使转楔22克服在此情况中仅仅通过复位弹簧7c的力导致的摩擦力滑移。在夹紧力高的区域中，复位弹簧7c的调整力不太重要。如下地确定摩擦力矩Mr：
Mk＝Ek×Fb Mk＝转楔22上的反转力矩
Ek＝转楔22的偏心度
Fb＝作用于制动缸上的力
下面的表格示出了夹紧力Fb为1.0kN；10kN；100kN；275kN时所产生的转楔22的反转力矩Mk以及在转楔22上摩擦系数μk＝0.08和0.05时的摩擦力矩Mrk
Fb(kN) Mk(Nm) Mr(μ＝0.08)(Nm) Mr(μ＝0.05)(Nm)
1 1.125 1.44 0.8
10 11.25 14.4 8.0
100 112.5 144 80.0
275 309.38 352.0 220.0
其表明：在摩擦系数μ＝0.08和更高时保证了可靠地保持转楔22。
在摩擦系数μ＝0.05时，可以借助由一个/多个调节弹簧实现的5.6Nm的转矩保持转楔22乃至高达10kN的夹紧力。在夹紧力更高的情况下，转楔22回移。
即使在不大可能出现这样低的摩擦系数的情况下，在夹紧力很高时防止旋回的措施也显得是必要的，以便在所有可设想的条件下保证可以达到最大转矩。
通过如下方式实现必要的锁定，即，制动旋转杆4的主体16和转楔22在彼此相对的面中(该面用于接纳调节弹簧或者说压簧21)构成为：通过制动旋转杆4的主体16在夹紧力高的情况下产生的大的枢转运动，使可能非预期旋回的转楔22移回其额定位置中。在此，制动旋转杆4的主体16与转楔22在凹陷部20、26(调节弹簧被接纳在这些凹陷部中)的区域中传递力地相接触，从而利用在制动旋转杆4上起作用的操纵力将未被允许地向后移动的转楔22移回其额定位置中。通过这种方式保证了：在全制动时，使得可用的制动缸行程在任何条件下都完全起作用。
在图5中示出了盘式制动器沿着图1中线II-II的示意剖视图，该盘式制动器具有第四实施例的快速靠紧装置13。图5a示出了图5所示第四实施例的快速靠紧装置13的弹簧铰接部的放大图。
为了避免重复，下面只对与图4所示快速靠紧装置13的不同之处或者补充部分进行说明。
在图5中，转楔22虽然设计为如图4中一样，然而与图3和图4所示实施例不同，它是设置在支承辊14或者滑动轴瓦18与制动旋转杆4的主体16之间。由此有益地节省了为了实现转楔22的支承配合座对制动钳2的精密加工，从而可以将相应的加工集中于制动旋转杆4上。
支承辊14在制动钳2中被接纳在接纳座24中，该接纳座在此具有与支承辊14相同的半径Rw。此外，还示出了主体16的半径Rh，该主体具有旋转点C作为中心点。旋转点A、B和C相互偏心地间隔开距离。
调整杆27类似于在图3所示的第二实施例中那样设置。作为对图3所示第二实施例的快速靠紧装置13的补充，调整杆27受压簧46加载。该压簧46设置在制动钳2内壁与调整杆27之间。压簧46的力用来使调整杆27的桥接件31贴靠在制动旋转杆4的操纵凸轮19上。
作为对图4所示变型实施方案的补充，转楔22在图5a所示的变型实施方案中具有至少一个凹陷部47，压簧21或46或者调整杆27的自由推压端45a可形状锁合地***该凹陷部中。该凹陷部47可以成形在转楔22的一个端部或者两个端部中。由此，在返回行程中也可以提供形状锁合的控制。
因此该快速靠紧装置13的功能有益地以纯机械方式利用两个简单的构件转楔22和调整杆27以及几个弹簧21、46得以实现，方式是：转楔22通过所述弹簧21、46作用到贴靠在制动旋转杆4上的调整杆27上并且与该调整杆一起依随制动旋转杆4的操纵运动而动，其中，通过有利地选择调整杆27的铰支点，能够将由制动旋转杆4实施的枢转角以确定的传动比转换为转楔22的相应较大的枢转角。
在图6中示出了盘式制动器1沿着图1中线II-II的示意剖视图，该盘式制动器具有第五实施例的快速靠紧装置13。
为了避免重复，下面只对与图3或者图4所示快速靠紧装置13的不同之处或者补充部分进行说明。
在图6中，与图3至5所示实施例不同，中间元件设计为平楔22’。该平楔22’利用直的底面22’c在制动钳2的内壁上以未示出的、然而容易想象的方式沿着内壁的平直方向可滑移地被引导。平楔22’从下侧端横截面22’a向上朝制动旋转杆8的半球状凹陷部15方向逐渐变小，直到上侧端横截面22’b。
平楔22’设置在支承辊14的区域中，该支承辊在平楔22’的区域中具有呈圆弓形且带有弦14a的横截面，平楔22’以一个倾斜平面22’d支撑在该弦上。
压簧21以上弹簧端部21a与平楔22’的下侧端横截面22’a接触，其中，其下弹簧端部21b支承在制动钳2内侧面上的紧固部21c处。压簧21通过这种方式沿着其纵向(该纵向沿着其直的底面22’c的方向延伸)向上朝制动旋转杆8的半球状凹陷部15方向对平楔22’施加一个压力。
另一上侧端横截面22’b与调整杆27接触。调整杆27在此包括一个轴承27a、一个带有臂段27b、27c的肘形杆和一个带有推压端45a的推压臂27e。
带有臂段27b、27c的肘形杆在轴承27a处可枢转地安置在制动钳2的内侧面上。肘形杆的第一臂段27b在起始位置(在图6中示出了该起始位置)中大致与制动钳2内侧面和制动旋转杆4平行地延伸。相对制动钳2的内侧面折弯约80°的第二臂段27c固定安置在第一臂段27b的下端部上。在第二臂段27c的自由端部设置有一个铰节27d，肘形杆经由该铰节与推压臂27e可枢转地联接。推压臂27e在这一位置中大致与制动钳2内侧面和制动旋转杆4平行地延伸。在推压臂27e的另一端部上成形有一个推压端45a，该推压端例如可以是弧形的并且与上侧端横截面22’b接触。第一臂段27b支撑在制动旋转杆4的操纵凸轮19上。
图6所示的快速靠紧装置13的变型实施方案的优点是：该快速靠紧装置13的功能元件22’、27在其原始位置中特别节省结构空间地设置在制动钳2与制动旋转杆4之间的空间中。
该第五实施例的快速靠紧装置13带有作为平楔22’的中间元件，其作用原理与图3至5所示的中间元件设计为转楔22的快速靠紧装置13类似。带有臂段27b、27c的肘形杆将通过制动旋转杆4操纵凸轮19触发的枢转运动转换为推压臂27e的纵向运动，该纵向运动被传递到平楔22’上。压簧21利用其预紧力促使平楔22’压向推压臂27，其中，肘形杆27b、27c由此被压靠到制动旋转杆4的操纵凸轮19上并且持续地保持该接触。
因为平楔22’并不导致支承辊14位置固定，所以必须例如由横梁7的导向装置来承受在操纵时作用的横向力。对此，在平楔22’的制造中和制动钳2的加工中实现了有益的简化。
本发明并不受到上述实施例的限制。
附图标记列表
1 盘式制动器
2 制动钳
3 压紧机构
4，4’ 制动旋转杆
5，6 补偿调节螺杆
5a，6a 螺杆轴线
5b，6b 外螺纹
7 横梁
7a 孔
7b 斜面区段
7c 复位弹簧
8 推压件
9 制动衬片
10 制动衬片
11 制动盘
11a 制动盘旋转轴线
12 补偿调节装置
12a 补偿调节驱动器
13 快速靠紧装置
14 支承辊
14a 弦
15 凹陷部
16 主体
17 轴承座
18 滑动轴瓦
18a，18b 端部区段
19 操纵凸轮
20 凹陷部
21 压簧
21a，21b 弹簧端部
21c 紧固部
22 转楔
22a，22b 侧端横截面
22’ 平楔
22’a，22’b 侧端横截面
22’c 底面
22’d 倾斜平面
23 圆弧
24 接纳座
25 圆弧
26 凹陷部
27 调整杆
27a 轴承
27b，27c 臂段
27d 铰节
27e 推压臂
28 边腿
29 凹陷部
30 边腿
31 杠杆臂
32 滚针轴承
33 冠状齿轮扇段
34 齿部
35 齿部
36 螺纹套管
36a 螺纹区段
36b 驱动区段
36c 端部
36d 内螺纹
37 凸缘
38 斜面区段
39 锁定元件
40，41 斜面
42 止挡
43 凸轮
44 止挡
45 圈环
45a 推压端
46 压簧
47 凹陷部
A，B，C 旋转点
Fa 复位弹簧力
FD 弹簧力
FZR 压紧力和复位力
FZ 压紧力
Rh，Rk，Rw 半径

Claims (25)

1.盘式制动器(1)，其包括：带有制动旋转杆(4)的压紧机构(3)，所述制动旋转杆作用于一个横梁(7)，在该横梁中设置有至少一个作用到压紧侧制动衬片(9)上的补偿调节螺杆(5，6)；补偿调节装置(12)；和快速靠紧装置(13)，其中，所述快速靠紧装置(13)引起一个在越过气隙阶段期间叠加于盘式制动器(1)操纵的进给运动，
其特征在于：
所述快速靠紧装置(13)具有中间元件，该中间元件就其位置而言是可变的并且至少具有一个楔形结构，其中，所述中间元件构造为螺纹套管(36)，该螺纹套管与所述制动旋转杆(4)以旋转驱动连接的方式啮合并且与所述至少一个补偿调节螺杆(5，6)以从动连接的方式啮合。
2.如权利要求1所述的盘式制动器(1)，其特征在于：所述螺纹套管(36)可旋转地设置在所述横梁(7)中，其中，所述至少一个补偿调节螺杆(5，6)旋入该螺纹套管(36)中。
3.如权利要求2所述的盘式制动器(1)，其特征在于：所述螺纹套管(36)与所述制动旋转杆(4)的旋转驱动连接是通过螺纹套管(36)上的齿部(35)和制动旋转杆(4)的冠状齿轮扇段(33)的齿部(34)构成的。
4.如权利要求3所述的盘式制动器(1)，其特征在于：所述螺纹套管(36)具有突伸的凸缘(37)，该凸缘在其面朝横梁(7)的那侧上具有楔形结构，该楔形结构在环绕的斜面区段(38)上具有一定数量的斜面(40)，所述斜面(40)与在横梁(7)上一定数量的与之相对应的斜面(41)配合作用。
5.如权利要求1至4中任一项所述的盘式制动器(1)，其特征在于：所述盘式制动器(1)为压缩空气操纵的盘式制动器。
6.如权利要求1至4中任一项所述的盘式制动器(1)，其特征在于：所述盘式制动器(1)用于机动车。
7.盘式制动器(1)，其包括：带有制动旋转杆(4)的压紧机构(3)，所述制动旋转杆作用于一个横梁(7)，在该横梁中设置有至少一个作用到压紧侧制动衬片(9)上的补偿调节螺杆(5，6)；补偿调节装置(12)；和快速靠紧装置(13)，其中，所述快速靠紧装置(13)引起一个在越过气隙阶段期间叠加于盘式制动器(1)操纵的进给运动，其特征在于：所述快速靠紧装置(13)具有中间元件，该中间元件就其位置而言是可变的并且至少具有一个楔形结构，其中，所述中间元件构造为转楔(22)，该转楔设置在所述制动旋转杆(4)在制动钳(2)上的支承结构中，所述转楔(22)具有这样的横截面，该横截面构成一个环体节段，在该环体节段中，内半径(Rw)的中心点相对于外半径(Rk)的中心点偏心地设置，所述转楔(22)具有大的侧端横截面(22a)和小的侧端横截面(22b)，其中，所述大的侧端横截面(22a)被加载压簧(21)的持续作用的力，并且所述小的侧端横截面(22b)与反向于所述压簧(21)作用方向起到复位作用的调整杆(27)作用连接，所述调整杆(27)在其背离转楔(22)的端部区域可枢转地支承在制动钳(2)上，其中，该调整杆(27)与制动旋转杆(4)的操纵凸轮(19)接触。
8.如权利要求7所述的盘式制动器(1)，其特征在于：所述转楔(22)以其外半径(Rk)可枢转地支承在制动钳(2)内的圆柱体形的槽状接纳座(24)中，其中，在所述转楔(22)的内半径(Rw)中接纳有制动旋转杆(4)的支承结构的支承辊(14)。
9.如权利要求8所述的盘式制动器(1)，其特征在于：所述压簧(21)设置在所述转楔(22)的大的侧端横截面(22a)与所述制动钳(2)上的紧固部(21c)之间。
10.如权利要求8所述的盘式制动器(1)，其特征在于：所述压簧(21)设置在所述转楔(22)的大的侧端横截面(22a)与所述制动旋转杆(4)的具有半圆形横截面的主体(16)的一个端部之间。
11.如权利要求10所述的盘式制动器(1)，其特征在于：所述调整杆(27)构造为C形，其中，所述制动旋转杆(4)的操纵凸轮(19)设置在该制动旋转杆(4)的具有半圆形横截面的主体(16)的另一端部上。
12.如权利要求7所述的盘式制动器(1)，其特征在于：所述转楔(22)以其外半径(Rk)可枢转地设置在所述制动旋转杆(4)的主体(16)内的圆柱体形的槽状接纳座中，其中，在所述转楔(22)的内半径(Rw)中接纳有制动旋转杆(4)的支承结构的支承辊(14)。
13.如权利要求12所述的盘式制动器(1)，其特征在于：所述调整杆(27)被加载压簧(46)的弹簧力，所述压簧支撑在制动钳(2)上。
14.如权利要求7至13之任一项所述的盘式制动器(1)，其特征在于：所述制动旋转杆(4)具有另一凸轮(43)，该另一凸轮与制动钳(2)上的止挡(44)相对应并且在制动旋转杆(4)的原始位置中限制该制动旋转杆(4)的枢转运动。
15.如权利要求7至13之任一项所述的盘式制动器(1)，其特征在于：所述转楔(22)具有止挡(42)，该止挡限制转楔(22)的枢转。
16.如权利要求7至13之任一项所述的盘式制动器(1)，其特征在于：所述制动旋转杆(4)与制动缸活塞或者挺杆相连接，以能够传递压力和拉力。
17.如权利要求7至13中任一项所述的盘式制动器(1)，其特征在于：所述盘式制动器(1)为压缩空气操纵的盘式制动器。
18.如权利要求7至13中任一项所述的盘式制动器(1)，其特征在于：所述盘式制动器(1)用于机动车。
19.盘式制动器(1)，其包括：带有制动旋转杆(4)的压紧机构(3)，所述制动旋转杆作用于一个横梁(7)，在该横梁中设置有至少一个作用到压紧侧制动衬片(9)上的补偿调节螺杆(5，6)；补偿调节装置(12)；和快速靠紧装置(13)，其中，所述快速靠紧装置(13)引起一个在越过气隙阶段期间叠加于盘式制动器(1)操纵的进给运动，其特征在于：所述快速靠紧装置(13)具有中间元件，该中间元件就其位置而言是可变的并且至少具有一个楔形结构，其中，所述中间元件构造为平楔(22’)，该平楔设置在所述制动旋转杆(4)在制动钳(2)上的支承结构中。
20.如权利要求19所述的盘式制动器(1)，其特征在于：所述平楔(22’)设置在制动钳(2)的内壁与制动旋转杆(4)的支承辊(14)之间。
21.如权利要求20所述的盘式制动器(1)，其特征在于：所述平楔(22’)以直的底面(22’c)可滑移引导地设置在制动钳(2)的内壁上，其中，所述平楔(22’)的倾斜平面(22’d)与制动旋转杆(4)的支承辊(14)接触。
22.如权利要求21所述的盘式制动器(1)，其特征在于：所述平楔(22’)具有大的侧端横截面(22’a)和小的侧端横截面(22’b)，其中，所述大的侧端横截面(22’a)被加载压簧(21)的持续作用的力，并且所述小的侧端横截面(22’b)与调整杆(27)的反向于所述压簧(21)作用方向起到复位作用的推压臂(27e)作用连接，所述调整杆具有肘形杆(27b，27c)，其中，该肘形杆(27b，27c)可枢转支承地安装在制动钳(2)上并且与制动旋转杆(4)的操纵凸轮(19)接触。
23.如权利要求22所述的盘式制动器，其特征在于：所述支承辊(14)在与所述平楔(22’)的倾斜平面(22’d)接触的区域中具有呈圆弓形且带有弦(14a)的横截面。
24.如权利要求19至23中任一项所述的盘式制动器(1)，其特征在于：所述盘式制动器(1)为压缩空气操纵的盘式制动器。
25.如权利要求19至23中任一项所述的盘式制动器(1)，其特征在于：所述盘式制动器(1)用于机动车。
CN201780025485.1A 2016-02-24 2017-02-23 具有快速靠紧装置的盘式制动器 Expired - Fee Related CN109073000B (zh)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE102016103187.9 2016-02-24
DE102016103187.9A DE102016103187A1 (de) 2016-02-24 2016-02-24 Scheibenbremse mit einer Schnellanlegevorrichtung
PCT/EP2017/054108 WO2017144558A1 (de) 2016-02-24 2017-02-23 Scheibenbremse mit einer schnellanlegevorrichtung

Publications (2)

Publication Number Publication Date
CN109073000A CN109073000A (zh) 2018-12-21
CN109073000B true CN109073000B (zh) 2020-06-16

Family

ID=58108636

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
CN201780025485.1A Expired - Fee Related CN109073000B (zh) 2016-02-24 2017-02-23 具有快速靠紧装置的盘式制动器

Country Status (5)

Country Link
US (1) US10801564B2 (zh)
EP (1) EP3420240B1 (zh)
CN (1) CN109073000B (zh)
DE (1) DE102016103187A1 (zh)
WO (1) WO2017144558A1 (zh)

Families Citing this family (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
AT520448B1 (de) * 2018-04-25 2019-04-15 Ve Vienna Engineering Forschungs Und Entw Gmbh Schwimmsattelbremse
DE102018126120A1 (de) * 2018-10-19 2020-04-23 Haldex Brake Products Ab Scheibenbremse
AT521981B1 (zh) * 2019-04-24 2020-07-15
DE102020006379A1 (de) * 2019-10-18 2021-04-22 Haldex Brake Products Ab Scheibenbremse und Herstellungsverfahren für eine Scheibenbremse
DE102022123994A1 (de) 2022-09-19 2024-03-21 Knorr-Bremse Systeme für Nutzfahrzeuge GmbH Scheibenbremse, Verwendung der Scheibenbremse und Verfahren zum Zuspannen der Scheibenbremse

Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP0227315A1 (en) * 1985-11-29 1987-07-01 LUCAS INDUSTRIES public limited company Improvements relating to adjusters
DE10140077A1 (de) * 2001-08-16 2003-02-27 Wabco Gmbh & Co Ohg Zuspanneinrichtung für Radbremsen mit Lüftspielzustellvorrichtung
DE102005046003A1 (de) * 2005-09-23 2007-03-29 Bpw Bergische Achsen Kg Radbremse
DE102008006481A1 (de) * 2008-01-29 2009-07-30 Knorr-Bremse Systeme für Nutzfahrzeuge GmbH Scheibenbremse für ein Nutzfahrzeug
EP2631503A1 (de) * 2012-02-22 2013-08-28 KNORR-BREMSE Systeme für Nutzfahrzeuge GmbH Scheibenbremse mit einer Belagverschleissnachstellvorrichtung und Verfahren zum Einstellen eines Lüftspiels
DE102013101087A1 (de) * 2013-02-04 2014-08-07 Bpw Bergische Achsen Kg Mehrfachstempel-Scheibenbremse

Family Cites Families (12)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US3662864A (en) * 1969-11-05 1972-05-16 Kelsey Hayes Co Disk type brake with split primary shoe
DE4231560C2 (de) * 1992-09-21 2002-07-11 Perrot Bremse Gmbh Deutsche Betätigungsvorrichtung für eine Gleitsattel-Scheibenbremse
DE19518513C2 (de) 1995-05-19 2002-09-26 Knorr Bremse Systeme Bremszuspannvorrichtung
DE102005018157B4 (de) 2005-04-20 2019-04-18 Bpw Bergische Achsen Kg Radbremse
DE102006010216B3 (de) * 2006-03-06 2007-10-25 Knorr-Bremse Systeme für Nutzfahrzeuge GmbH Scheibenbremse mit Kraftspeicher
DE102006047408A1 (de) * 2006-10-06 2008-04-10 Robert Bosch Gmbh Selbstverstärkende Scheibenbremse
KR20100065604A (ko) * 2008-12-08 2010-06-17 주식회사 만도 차량용 디스크 브레이크
KR101317155B1 (ko) * 2009-12-01 2013-10-11 주식회사 만도 디스크 브레이크
DE102012012472A1 (de) * 2012-06-22 2013-12-24 Knorr-Bremse Systeme für Nutzfahrzeuge GmbH Justiervorrichtung einer Scheibenbremse und entsprechende Scheibenbremse
DE102012012473A1 (de) 2012-06-22 2013-12-24 Knorr-Bremse Systeme für Nutzfahrzeuge GmbH Verschleißnachstellvorrichtung einer Scheibenbremse und entsprechende Scheibenbremse
DE102012016735B4 (de) * 2012-08-22 2017-11-23 Wabco Radbremsen Gmbh Scheibenbremse, insbesondere für Nutzfahrzeuge
DE102013112813A1 (de) 2013-11-20 2015-05-21 Knorr-Bremse Systeme für Nutzfahrzeuge GmbH Sensoreinrichtung und Scheibenbremse mit einer Sensoreinrichtung

Patent Citations (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
EP0227315A1 (en) * 1985-11-29 1987-07-01 LUCAS INDUSTRIES public limited company Improvements relating to adjusters
DE10140077A1 (de) * 2001-08-16 2003-02-27 Wabco Gmbh & Co Ohg Zuspanneinrichtung für Radbremsen mit Lüftspielzustellvorrichtung
DE102005046003A1 (de) * 2005-09-23 2007-03-29 Bpw Bergische Achsen Kg Radbremse
DE102008006481A1 (de) * 2008-01-29 2009-07-30 Knorr-Bremse Systeme für Nutzfahrzeuge GmbH Scheibenbremse für ein Nutzfahrzeug
EP2631503A1 (de) * 2012-02-22 2013-08-28 KNORR-BREMSE Systeme für Nutzfahrzeuge GmbH Scheibenbremse mit einer Belagverschleissnachstellvorrichtung und Verfahren zum Einstellen eines Lüftspiels
DE102013101087A1 (de) * 2013-02-04 2014-08-07 Bpw Bergische Achsen Kg Mehrfachstempel-Scheibenbremse

Also Published As

Publication number Publication date
EP3420240A1 (de) 2019-01-02
CN109073000A (zh) 2018-12-21
EP3420240B1 (de) 2020-12-09
DE102016103187A1 (de) 2017-08-24
WO2017144558A1 (de) 2017-08-31
US20180363715A1 (en) 2018-12-20
US10801564B2 (en) 2020-10-13

Similar Documents

Publication Publication Date Title
CN109073000B (zh) 具有快速靠紧装置的盘式制动器
US8739945B2 (en) Disc brake adjusting device having an output side coupling ring with a defined working rotational angle
AU2005270423B2 (en) Adjusting device for a pneumatic disc brake
US8763766B2 (en) Plunger rod adjuster for compact brake caliper units, having a screw connection element supported directly on the adjuster housing
US9127735B2 (en) Friction brake
US7694784B2 (en) Adjusting apparatus for a pneumatically actuated disc brake
US8763765B2 (en) Plunger rod adjuster for compact brake caliper units, having an adjusting lever that abuts on an elastic stop
JP4488160B2 (ja) 電気式に駆動される摩耗後調節装置を有するディスクブレーキ
US20090283371A1 (en) Combined Vehicle Brake With Electromechanically Operable Parking Brake and Gear For Converting A Rotary Movement Into A Translational Movement
US6213255B1 (en) Adjusting device for disk brakes
EP2049813B1 (de) Elektromechanisch betätigbare scheibenbremse mit betätigungsstössel
US9989117B2 (en) Disc brake having a bidirectional wear adjustment device and bidirectional wear adjustment device
US8469160B2 (en) Disc brake adjustment device having a blocking device
JP4496515B2 (ja) 電動ブレーキ装置
AU2009275457A1 (en) Adjusting device for a disk brake
US20080289913A1 (en) Self-Amplifying Electromechanical Friction Brake
US8393440B2 (en) Brake device having an elastic energy accumulator
JP4658527B2 (ja) 自己倍力作用を備えたディスクブレーキ
CN112277740A (zh) 具有偏心结构组件的转动配件
US8240438B2 (en) Disc brake
CN110831829B (zh) 包括紧急脱开设备的弹簧储能器制动缸
US20220234564A1 (en) Compact electromechanical brake
US20230287949A1 (en) Electromechanical brake and method of operating the same
CN113165683B (zh) 用于转向柱的夹紧装置及用于机动车辆的转向柱
KR101612963B1 (ko) 자동차용 전자 웨지 브레이크 장치

Legal Events

Date Code Title Description
PB01 Publication
PB01 Publication
SE01 Entry into force of request for substantive examination
SE01 Entry into force of request for substantive examination
GR01 Patent grant
GR01 Patent grant
CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee

Granted publication date: 20200616

CF01 Termination of patent right due to non-payment of annual fee